6.2 Проверочный расчет по динамической грузоподъемности

Расчет производим для более нагруженной опоры, т.е. R_rВ = 3888,1 Н.

Расчетные формулы

Условие работоспособности подшипника

С_r.тр = R_Е ≤ [С_r],

где С_r.тр – требуемое расчетное значение динамической грузоподъемности, кН;

n₃ – частота вращения выходного вала, мин^-1 (об/мин);

[С_r] – табличное (допускаемое) значение динамической грузоподъемности для данного типа подшипника, кН;

L_h.тр – требуемая (расчетная) долговечность подшипника, равная ресурсу работы, час;

а₂₃ – коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника материала колец, тел качения и условий эксплуатации (для шарикоподшипников а₂₃ = 0,7…0,8);

R_Е – эквивалентная динамическая нагрузка.

Для подшипников шариковых радиальных однорядных при осевой силе F_a = R_a = 0 R_Е – определяется по формуле

R_Е = V X R_r K_σ K_т,

где V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника);

Х – коэффициент радиальной нагрузки (так как R_a = 0, то Х = 1;

K_σ – коэффициент безопасности (выбирается по табл. 41 [11] в зависимости от вида нагружения и области применения (принимаем при умеренных толчках K_σ = 1,4);

K_т – температурный коэффициент (выбирается по табл.42 [11]

при t ≤ 100⁰ K_т =1).

Вычисления

R_Е = 1·1·3888,1·1,4·1 = 5443,3 Н;

С_r.тр = 5443,3 = 19759 Н = 19, 759 кН.

С_r.тр = 19,759 кН << [C_r] = 92,3 кН, т.е. требуемое значение динамической грузоподъемности значительно меньше допускаемой грузоподъемности данного подшипника средней серии.

Поэтому для выходного вала можно принять подшипники легкой серии № 213 с [C_r] = 56 кН или даже подшипники особо легкой серии № 113 с

[C_r] = 26,0 кН с соответствующими им размерами и последующим уточнением эскизной компоновки передач редуктора.

Если [C_r] значительно выше С_r.тр при применении подшипника легкой серии (часто имеет место для тихоходных валов редукторов с цилиндрическими прямозубыми колесами и для валов колес червячных редукторов), то диаметр цапфы вала уменьшать ни в коем случае не следует, так как он определен из расчета на прочность; расчетная долговечность L_h.тр подшипника будет на много больше регламентированной.

Выберем для выходного вала редуктора подшипники шариковые радиальные однорядные (табл. 37 [11]) легкой серии № 213 с параметрами:

d = 65 мм; D = 120 мм; В = 23 мм; С_r = 56 кН; С₀ = 34 Кн и определим его долговечность

L_h.тр = а₂₃ = 0,75 = 68056 часов, что превышает заданный ресурс работы 30000 часов.

7 Расчет соединения «вал – ступица» выходного вала

В ходе проектирования валов (рис 5, 6, 7) и эскизной компоновки передач редуктора (рис.8) было принято: входной вал В1 представляет вал-червяк, на концевом участке которого на шпонке крепится муфта МУВП для соединения с валом электродвигателя; на промежуточном валу В2 размещаются цилиндрическое прямозубое колесо (шестерня), изготовленное заодно с валом, и червячное колесо, соединяемое с валом путем натяга; на выходном валу В3 установлено цилиндрическое прямозубое колесо, соединенное с валом с помощью шпонки.

При решении данной задачи произведем выбор шпонки и расчет шпоночного соединения зубчатого колеса с выходным валом редуктора на прочность.